茶樹修剪機的設計12

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1、茶樹修剪機的設計 摘要：我國種茶歷史悠久，種植地域廣泛，迫切需要機械修剪器具來代替手工修剪機械修剪是解決勞力不足和降低生產(chǎn)成本的根本途徑。茶樹修剪機是基于生產(chǎn)過程中茶樹修剪的實際需要而設計的高效茶樹修剪設備，主要用于茶樹的深修剪、衰老茶樹的重修剪或臺刈面臨的問題。 本次設計的是手推式茶樹修剪機，避免了背負式和手提式的負荷作業(yè)。整個設計經(jīng)歷了茶樹修剪機總體、傳動系統(tǒng)和機架等的設計過程。首先進行茶樹修剪機的總體結構設計，包括設計步驟、設計構思和擬定傳動方案；其次進入到零部件的選型和設計，依次包括汽油機的型號選擇、普通V帶傳動系統(tǒng)的設計、刀片的設計、軸的設計校核以及機架的設計。其中，設計的弧形刀

2、刃能鎖緊茶樹枝干，增加了切口的平整度，將對茶樹的傷害降到最低；最后階段進行了零件圖和裝配圖的繪制工作。 本次設計的茶樹修剪機可以實現(xiàn)茶樹的機械化修剪，能降低勞動強度，有效的提高了生產(chǎn)效率，保證鮮葉品質(zhì)，符合清潔化規(guī)模生產(chǎn)的要求，降低了生產(chǎn)成本。 關鍵詞：茶樹修剪機；傳動系統(tǒng)；弧形刀片；重修剪；帶輪；軸 目 錄 茶樹修剪機的設計 I 第1章 緒論 1 1.1設計目的及意義 1 1.1.1茶樹修剪的目的及意義 1 1.1.2 茶樹修剪機的設計目的及意義 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.1 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.2 國外發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.3茶樹修剪機的應

3、用研究 3 1.4本款茶樹修剪機研發(fā)意義 4 第2章 設計構思 5 2.1 設計步驟 5 2.2設計的主要技術指標 5 2.3機器的結構構思 5 2.3 擬定傳動方案 6 第3章 零部件的選型和設計 8 3.1汽油機型號的選擇 8 3.1.1 汽油機的功率計算 8 3.1.2 選取的汽油機型號 9 3.2 普通V帶傳動系統(tǒng)的設計 9 3.2.1 帶Ⅰ的設計 9 3.2.2 帶Ⅱ的設計 13 3.2.3 帶輪Ⅰ的設計 16 3.2.4 帶輪Ⅱ的設計 17 3.2.5 帶輪Ⅲ和Ⅳ的設計 18 3.3 刀片的設計 18 3.3.1 刀片材料的選擇 19 3.3.

4、2 刀片的結構設計 19 3.3.3 刀片加工路線的制定 20 3.4 軸的設計和校核 21 3.4.1 軸Ⅰ的設計 21 3.4.2 軸Ⅱ的設計 26 3.4.3 軸Ⅲ的設計 30 3.5 機架的設計 32 3.5.1機框的設計 33 3.5.2 機頭的設計 33 3.5.3 機架的結構圖 34 3.5.4 機架高度的調(diào)節(jié) 35 結 論 36 參考文獻 37 致 謝 38 附 錄 39 附錄A 帶Ⅱ的設計過程 39 附錄B 軸Ⅱ的設計過程 39 第1章 緒論 1.1設計目的及意義 1.1.1茶樹修剪的目的及意義 茶樹修剪是人為地抑

5、制頂端主枝生長優(yōu)勢的措施，可刺激著生部位較低的芽萌發(fā)新技，增強樹勢，培養(yǎng)高產(chǎn)優(yōu)質(zhì)樹冠。茶樹修剪方法主要有幼齡茶樹的定形修剪、成齡茶樹的輕修剪與深修剪，衰老茶樹的重修剪及臺刈等。  成齡茶樹經(jīng)多年采摘和輕修剪后，樹冠采摘面上會形成密集而細弱的分枝，這就是常說的“雞爪枝”， 這時，茶樹新梢育芽能力減弱，生長乏力，茶葉產(chǎn)量和品質(zhì)下降，為更新樹冠采摘面，就必須采用深修剪技術，剪去密集細弱的雞爪枝層，使茶樹重新抽發(fā)新枝，提高茶樹育芽能力，延長茶樹高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)年限。 深修剪技術的方法通常剪去冠面10～15cm枝梢，目前茶樹的深修剪工作一般用雙人抬修剪機來實施，但雙人抬修剪機比較笨重，且

6、工作效率低。 重修剪的對象則是半衰老和未老先衰的茶樹。這種茶樹，雖然骨干枝的抽生能力仍較強，但生產(chǎn)枝的育芽能力已很弱，芽葉瘦小，葉張又薄又細，輕伸修剪根本不起作用，即使采用深修剪也不能達到目的，這時，就得采用重修剪技術。重修剪茶樹一般在離地30～40cm處修剪樹干。臺刈則是比重修剪更為徹底的改造樹冠的修剪技術，其對象是嚴重衰老的茶樹，但目的與重修剪相同；茶樹臺刈后，從根頸部抽發(fā)的新枝能重新形成樹冠。重修剪及臺刈由于修剪的茶樹枝干一般較粗，現(xiàn)有的茶樹修剪機械很難擔當大任、不但效率低，而且常出現(xiàn)露枝現(xiàn)象；因此許多地方還在采用人工以砍柴刀對枝干進行砍切修剪，勞動狀況惡劣、勞作水平極其落后，另外人工

7、砍切修剪對茶樹生長是十分不利的。 1.1.2 茶樹修剪機的設計目的及意義 中國是茶樹的原產(chǎn)地，是世界上發(fā)現(xiàn)和利用茶樹最早的國家，茶葉種植地域廣泛，是我國重要傳統(tǒng)的經(jīng)濟作物。據(jù)2010年《茶葉藍皮書》指出：2009年中國茶園種植面積達186萬公頃，產(chǎn)茶量135萬噸，居世界第一；茶葉出口30.3萬噸，創(chuàng)匯7.05億美元[1]。從“2015年國際茶業(yè)大會”獲悉，根據(jù)聯(lián)合國糧農(nóng)組織數(shù)據(jù)統(tǒng)計，近20年來，中國的茶產(chǎn)量增長驚人，近10年間價格呈上漲之勢，中國茶產(chǎn)銷量已占全球38%，成為全球最重要的茶葉產(chǎn)銷大國，其中2013年中國的茶葉貢獻為54億美元，中國茶葉經(jīng)濟進入了快速發(fā)展階段，產(chǎn)業(yè)規(guī)模不斷擴大。

8、 目前情況下，茶樹修剪工作是制約茶葉種植產(chǎn)業(yè)發(fā)展的重要因素之一，茶樹修剪是茶園管理重要工作內(nèi)容，而對茶樹的深修剪或重修剪主要依靠茶農(nóng)采用手持大剪刀的傳統(tǒng)方法，這就導致茶樹修剪工作勞動強度大而且生產(chǎn)效率非常低，作業(yè)質(zhì)量難以保證。而普通修剪機用于重修剪是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。所以茶農(nóng)迫切需要一款新型茶樹修剪機來對茶樹進行深修剪和重修剪。 本次設計就是針對成齡茶樹的深修剪、衰老茶樹的重修剪或臺刈面臨的問題及現(xiàn)有修剪設備的不足，研究出一種全新的茶樹重修剪機械設備，并對整機各結構部件進行協(xié)調(diào)，對修剪機所用刀片的材料、結構進行分析，欲研發(fā)出一種手推式茶樹修剪機，避免了手提式或背負式的負荷作業(yè)，

9、可明顯降低勞動強度，成倍地提高工作效率，降低生產(chǎn)成本，保證鮮葉品質(zhì)，實現(xiàn)高要求的清潔化規(guī)模生產(chǎn)，不僅可以自由地選擇茶樹的修剪高度，而且可以在地形復雜的山坡上作業(yè)。同時，設計的弧形刀刃能鎖緊茶樹枝干，增加了切口的平整度，將對茶樹的傷害降到最低。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 我國采茶機械研究開發(fā)工作始于1958年，至今已走過50多年漫長曲折的歷程。1965年以前，主要是根據(jù)我國茶園特點對采茶機的采摘原理而動力類型進行反復的研究和選擇。此后，采茶機的研制工作在我國各產(chǎn)茶省普遍展開。到70年代后期，先后提出過十多種單人采茶機型，并組織過幾次全國性的對比實驗，但最終因這些機具

10、動力、軟軸不過關和機器本身制造質(zhì)量水平不高，未能在生產(chǎn)中大量應用。到70年代末期，受日本機械化茶樹修剪的影響，我國開始了茶樹修剪機的研制。這一時期開發(fā)的數(shù)種平形、弧形往復切割式以及各種輕、深、重茶樹修剪機，因機具的動力需向日本引進，而且還受制造廠企業(yè)規(guī)模的限制，部分零部件的質(zhì)量欠穩(wěn)定，因此推廣應用進展較慢。80年代末期，我國開始與國外合資生產(chǎn)茶樹修剪機，在杭州和長沙先后組建了浙江川崎茶葉機械有限公司和長沙落后茶葉園林機械有限公司。這兩家合資企業(yè)均從日本進口零部件進行裝配成臺，為了抓住這一契機，農(nóng)業(yè)部等部門自80年代末期開始，一方面組織各主要采茶省份的有關機械廠家對茶樹修剪機的生產(chǎn)技術進行引進、

11、吸收，加速國產(chǎn)茶樹修剪機的發(fā)展速度，另一方面大力抓推廣應用工作，從而使我國的茶樹修剪機機械化事業(yè)步入了新的發(fā)展階段。 為了滿足國內(nèi)茶區(qū)對茶樹修剪機的需求，我國有關部門十分重視和支持國內(nèi)有關廠家采取多種形式生產(chǎn)茶樹修剪機。例如完全國產(chǎn)、主件進口配件國產(chǎn)和散件進口國內(nèi)組裝等。浙江川崎茶葉機械有限公司和長沙落合茶葉園林機械有限公司為進口日本散件在國內(nèi)組裝修剪機的中外合資廠家，而杭州采茶機械廠、南昌飛機制造公司、寧波電機廠、無錫揚名采茶機廠，福州建新農(nóng)機廠和泰州林業(yè)機械廠等，以零部件全部國產(chǎn)或個別零件進口，大部分零部件式生產(chǎn)茶樹修剪機。 我國茶樹修剪機械化事業(yè)之所以長期徘徊不前，主要原因之一是國產(chǎn)

12、的修剪機械質(zhì)量不過關，這主要是我國小型動力機、機械加工、技術設備水平低和原材料質(zhì)量良莠不齊等綜合因素造成的。近幾年來，國內(nèi)有關部門認真總結了經(jīng)驗教訓，開始重視對國外茶樹修剪機技術的消化吸收，從而設計開發(fā)了符合我國國情的茶樹修剪機械，并形成了自己的特色，加之國內(nèi)綜合工業(yè)的水平的不斷提高，使我國國產(chǎn)的茶樹修剪機械現(xiàn)已接近國外進口同類機械的水平。 1.2.2 國外發(fā)展現(xiàn)狀 國外對茶樹修剪機的研制工作起步比較早。在茶樹修剪機械的研制與開發(fā)過程中，尤以日本、前蘇聯(lián)等一些茶葉種植發(fā)達國家研究的較深，開發(fā)的重修剪機型號也較多。例如，日產(chǎn)的E7B-750型單人修剪機配日本單缸二沖程1.03kw（1.4馬力

13、）汽油機，采用平刀片往復式切割，切割幅寬750mm。具有以下特點：①重量輕，方便單人操作，平形、弧形樹冠均可使用，適應性好；②發(fā)動機性能好，操作簡便，機身上設有停車按鈕及汽油機調(diào)試控制手柄，刀片運轉速度快、慢、?？刂剖址奖?。 早在80年代末期，日本川崎茶機和落合茶機公司先后進入中國，在國內(nèi)引進組裝采茶機和茶樹修剪機等，基本上占領了中國的茶樹修剪機市場，取得了良好銷售業(yè)績[2]。此外，日本的小松和德國施蒂爾等園林綠化修剪機也在中國茶園中得到大量推廣應用，還有日本共立、新大華、本田，意大利紅葉、美國百力通、臺灣海馬等。 目前，國外對茶樹的輕、中修剪機械的研制及應用均已成熟，并進入大面積應用推

14、廣期。 1.3茶樹修剪機的應用研究 人工修剪每人8小時只能剪0.02h㎡，需付酬金1750元/h㎡；采用修剪機修剪，二人8小時可修剪0.4h㎡，人均工效為手工的10倍，與人工相比費用降低了1312.5元/h㎡。采用修剪機進行重修剪時，人工重修剪每人8小時僅能剪0.0133h㎡，每天工資需80元，需付酬金6000元/h㎡；用修剪機勉強湊合使用，兩人用雙人修剪機作主修剪，另一人用單人修剪機補修遺留枝與邊枝，三人可修剪0.2h㎡，工效是手剪的5倍，生產(chǎn)成本是3963元/h㎡。與手工相比可降低成本2037元/h㎡。  通過以上研究，許多專家和學者都認為：機械修剪是解決勞力不足和降低生產(chǎn)

15、成本的根本途徑。而普通修剪機用于重修剪是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。并建議生產(chǎn)廠家能生產(chǎn)專用重修剪機，以滿足用戶需要。  華南農(nóng)業(yè)大學的覃松林研究分析了單、雙人茶樹修剪機使用時應該注意的問題，他重點指出，單人修剪機和雙人修剪機不準作老茶樹的深修剪和重修剪，否則機器將嚴重超載而遭到破壞。 1.4新型茶樹修剪機研發(fā)意義 通過以上科技人員的研究結果可以看出，茶樹修剪機無論是單人型還是雙人型，都難以承擔起老茶樹的重修剪任務，這迫切需要國內(nèi)的科技工作者研究開發(fā)出一種專門用于老茶樹的重修剪機械。  綜觀國內(nèi)外，目前對老茶樹重修剪方面的研究很少，而且研究領域也僅僅側重于重修剪工

16、作對茶樹的影響及效應分析，對重修剪機械的開發(fā)和研制以及應用基本上還處于空白狀態(tài)，本設計的開展將打破該領域的空白局面，屬國內(nèi)首創(chuàng)。  第2章 設計構思 2.1 設計步驟 （1）查閱大量的茶樹和茶樹修剪設備的相關文獻； （2）擬定茶樹修剪的主要技術指標； （3）根據(jù)機器的技術指標、工作場所等進行設計分析； （4）初步確定整臺機器的結構, 擬定傳動方案； （5）具體零部件的選型、設計校核； （6）裝配圖和零件圖的繪制。 2.2設計的主要技術指標 本次設計的主要技術指標如下： （1）刀具的使用壽命：720h左右； （2）修剪樹高：30-70cm； （3）修剪幅寬：50

17、0cm； （4）工作效率：最高0.24h㎡/h； （5）切口的平整度：平均80%。 2.3機器的結構構思 目前，茶樹修剪機都是在戶外工作，動力不宜選取電動機，柴油動力馬達相對笨重，一般首選小型的汽油機。在能達到動力輸出要求的前提下，為了降低生產(chǎn)成本，傳動方式首選普通V帶傳動。為了達到設計幅寬的要求，在機架的前排并列的安置了三個刀片及帶輪結構，在軸的兩端安裝軸承可以實現(xiàn)軸的固定?？紤]到要降低勞動強度和更廣泛的適應多種復雜地形，選擇采用手推式作業(yè)，可以靈活工作，且能都減輕修剪機的自重和生產(chǎn)成本，為實現(xiàn)茶樹修剪機修剪茶樹的高度可調(diào)節(jié)，在機架把手與機架連接處設計了一個角度可調(diào)節(jié)的定位銷，將設

18、計的各個構件裝置在機架上。并且，在機架的前端可以裝上機頭，有利于修剪作業(yè)。綜合考慮上述技術指標、機器的經(jīng)濟性和所需傳動的準確性，擬定了整臺機器的示意圖。 1— 汽油機 2—帶輪 3—V帶 4—傳動軸5—機頭 6—刀片 7—定位銷 8—機架把手 圖2-1 機器的示意圖 注：在圖中刀片（6）的位置處，垂直紙面并列的安置了三個刀片及帶輪結構。 2.4 擬定傳動方案 2.4.1 傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應滿足工作可靠、傳動效率高、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。 2.4.2擬

19、定傳動方案 任何一個方案，要完全滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求。根據(jù)上述的結構構思，擬定了兩種傳動方案。 以下兩圖中的三個刀片結構是垂直于紙面并列安置在機架上的，以求達到設定的修剪幅寬。 傳動方案一： 圖 2-2 第一種傳動方案 傳動方案二： 圖2-3 第二種傳動方案 方案一中的動力直接通過V帶，從汽油機輸送到帶輪上，方案二的動力則是通過聯(lián)軸器和減速器傳輸?shù)綆л喩系?，提高了機器的生產(chǎn)成本，維修難度較大，同時也增大了機器的結構尺寸和重量?？紤]到經(jīng)濟性及機器的整體結構和傳動所需要的準確性，我們分析決定采用結構比較簡單的帶輪傳動，

20、故我們選擇第一種傳動方案。 第3章 零部件的選型和設計 基于上述設計構思確定的傳動方案，接下來就可以進行具體零部件的設計。本章節(jié)的主要內(nèi)容包括汽油機型號的選取、普通V帶傳動系統(tǒng)的設計、刀片的設計、軸的設計校核和機架的設計。其中，V帶傳動系統(tǒng)的設計包括帶的設計和帶輪的設計兩部分內(nèi)容。 3.1汽油機型號的選擇 查閱茶樹修剪的相關資料，確定刀片的切削力、轉速和切削半徑，基于上述參數(shù)可以計算出刀片的功率，進而可以選定汽油機的型號。確定有關參數(shù)如下： （1）刀片的切削力F=100N； （2）刀片切削的最大半徑R=50mm； （3）刀片轉速n=1500r/min； （4）每級普通平帶的傳

21、動效率1=0.94； (5) 汽油機的效率； 圖3-1 刀片示意圖 3.1.1 汽油機的功率計算 3.1.2 選取的汽油機型號 查閱文獻[7]，選擇由上海三菱重工業(yè)（上海）有限公司生產(chǎn)的型號為GM182LN的汽油機，啟動方式為反沖起動器或電起動器，額定功率P=3.3kw，額定轉速n1=1800r/min,立軸，扭矩T=23.1N.m,外形尺寸為317.5×354.5×353mm，凈重15.8kg。 3.2 普通V帶傳動系統(tǒng)的設計 普通V帶傳動系統(tǒng)的設計主要內(nèi)容包括：帶Ⅰ、帶Ⅱ的設計以及相應帶輪的設計。各帶及帶輪在傳

22、動機構中的位置如圖3-2所示： 圖3-2 帶及帶輪示意圖 由于帶Ⅱ和帶Ⅲ的設計要求一樣，故只需設計帶Ⅱ。 3.2.1 帶Ⅰ的設計 （1）確定計算功率Pca1，以下公式、查閱的圖表如不特別說明，均來自文獻[8]。 表3-1工作情況系數(shù)KA 工 況 KA 空、輕載起動 重載起動 每天工作小時數(shù)/h <10 10~16 >16 <10 10~16 >16 載荷變動微小 液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW）、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機 1.0 1.1 1.2

23、 1.1 1.2 1.3 載荷變動小 帶式輸送機（不均勻載荷）、通風機（>7.5kW）、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷變動較大 制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.4 載荷變動很大 破碎機（旋轉式。顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 由表3-1查得Ka=1.1，由文獻中公式得

24、 （3-1） （2）選擇普通V帶的型號 根據(jù)Pca1=3.63kw，n1=1800r/min，查閱文獻中普通V帶選型圖，選用A型普通V帶。 （3）確定帶輪的直徑dd1和dd2 查閱文獻，選取dd1=125mm，并且。 大帶輪的直徑為 根據(jù)普通V帶輪的標準直徑系列表，選取標準值dd2=150mm。 則實際的傳動比 從動輪的轉速為=1500r/min 從動輪的轉速誤差為： 在±5%的范圍內(nèi)，為允許值。 （4）

25、驗算帶速V1 由帶速公式得 （3-2） =11.8m/s。 在5~30m/s的范圍內(nèi)，故帶Ⅰ的速度大小合適。 （5）定帶的基準長度Ld1和實際中心距ai 按結構設計要求初定中心距，由初選帶傳動的中心距公式得： 0.7（dd1+dd2）<a01<2(dd1+dd2) （3-3） 代入數(shù)據(jù)得： 192.5mm<a01<550mm 初定中心距為 a01=400mm 由帶長公式得： （3-4）

26、 =1232mm 由V帶的基準長度系列表查得，基準長度Ld1=1250mm 由實際中心距近似公式得 （3-5） =409mm 中心距范圍 （6）驗算小帶輪的包角的大小 由小帶輪包角公式得 （3-6） =177o 因為=177o>90o,故包角的大小合適。 （7）確定V帶的根數(shù)Z1 根據(jù)dd1=125mm，n1=1800r/min,查文獻中V帶基本額定功率表，用插值法得：P01=2.255kw。 查文獻中表得，帶長度修正系數(shù)KL1=0.93。

27、 查得包角修正系數(shù)Ka1=0.99。 根據(jù)傳動比i=1.2，查V帶額定功率的增量表得，。 由確定帶的根數(shù)公式得： （3-7） 圓整后得Z1=2。 （8）求初拉力F01及帶輪上的壓力FP1 圖3-3帶輪受力分析圖 查資料得A型普通V帶每米質(zhì)量q=0.10kg/m。 根據(jù)公式得單根V帶I的最小初拉力為 （3-8） =131.2N 對于新安裝的V帶Ⅰ，初拉力

28、 帶作用于軸上的壓軸力公式為 （3-9） =786.9N （9）設計結果 對于帶I,選擇2根型號為A-1250GB/T11544-1997的皮帶，中心距為ai=409mm，帶輪直徑dd1=125mm，dd2=150mm，軸上的壓力FP1=786.9N。 3.2.2 帶Ⅱ的設計 帶II在傳動系統(tǒng)中的位置可見下圖 圖3-4 傳動帶II位置圖 （1）帶Ⅱ上的功率為 P1=P2==3.1kw 主動輪的轉速為nI=1500r/min,從動輪的轉速為nII=1500r/min （2

29、）確定計算功率Pca2 由表3-1得KA=1.1。 Pca2=KAP1==3.4kw （3）選擇普通V帶的型號 根據(jù)Pca2=3.4kw，nI=1500r/min,選用A型普通V帶。 （4）確定帶輪基準直徑ddI、ddII 選取ddI=125mm，且ddI=125mm>75mm。 大帶輪直徑為：=125mm。 選取標準值為125mm，則實際的傳動比為I，從動輪的實際轉速分別為： =1 =1500r/min 從動輪的轉速誤差率為： 在±5%的范圍內(nèi)，為允許值。 （5）驗算帶

30、速V2 由式得 =9.8m/s 在5~30m/s的范圍內(nèi)，故帶Ⅱ的速度大小合適。 （6）確定帶的基準長度Ld2和實際中心距aI 按結構設計要求初定中心距a02 由相應計算公式得 0.07（ddI+ddII）<a02<2(ddI+ddII) 代入數(shù)據(jù)得：175mm<a02<500mm， 取a02=300mm。 由中心距近似公式得 = =992.5mm 選取基準長度Ld2=1000mm。 aI≈ =300+ =304mm 中心距的范圍 amin2=aI-0.015Ld2=304-0.0151000=28

31、9mm amax2=aI+0.03Ld2=304+0.031000=334mm （7）驗算小帶輪的包角的大小 =180o 因=180o>90o,故小帶輪的包角大小合適。 （8）確定V帶的根數(shù)Z2 根據(jù)ddI=125mm，nI=1500r/min,用插值法得：P02=2.255kw。 帶長度修正系數(shù)KL2=0.89，包角修正系數(shù)Ka2=1。 根據(jù)傳動比I=1，查表得額定功率增量為：。 = =1.7 圓整后得帶II的根數(shù)為：Z2=2。 （9）求初拉力F02及帶

32、輪上的壓力FP2 查得A型普通V帶的每米質(zhì)量為q=0.10kg/m。帶輪與V帶的受力分析示意圖見圖3-3帶輪受力分析圖。 單根V帶II的最小初拉力(F0)min2為 = =128.2N 對于新安裝的V帶Ⅱ，初拉力(F0)2=1.5(F0)min2=1.5128.2=192.3N。 作用于軸上的軸壓力 FP2= = =769.2N （10）計算結果 對于帶II,選用2根A-1000

33、GB/T11544-1997的皮帶，中心距aI=300mm，帶輪的直徑ddI=125mm，ddII=125mm，軸上的壓力FP2=769.2N。 表3-2 V帶明細表 型號 根數(shù)Z 中心距a/mm 軸壓力Fp/N 帶I A-1250GB/T11544-1997 2 409 786.9 帶Ⅱ A-1000GB/T11544-1997 2 300 769.2 3.2.3 帶輪Ⅰ的設計 由設計文獻可知，當帶輪基準直徑時，帶輪采用腹板式。 為了使V帶工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，V帶輪輪槽的工作面夾角做成了34o<40o。 查文獻[6]

34、中表5.3-39得，帶輪寬 B=（z-1）e+2f (3-10) 式中：z-輪槽數(shù)； e-槽間距，mm； f-槽邊距，mm； 取e=15mm，f=11mm，代入數(shù)據(jù)得2輪槽的帶輪寬度B1=37mm。 參照文獻[8]中圖8-14（b），即可得到V帶輪的結構及尺寸公式，進而得到帶輪Ⅰ的結構及尺寸如下圖所示 圖3-3 帶輪Ⅰ的結構圖 其中技術上要求鑄造帶輪的輪槽工作面不應有砂眼、氣孔，其他部分不應有縮孔等鑄造缺陷。 3.2.4 帶輪Ⅱ的設計 帶輪Ⅱ的設計步驟與帶輪Ⅰ的相同，為了便于加工，帶輪Ⅱ的結構、加工方法以及表面粗糙

35、度均與帶輪Ⅰ相同，不同的是帶輪的基準直徑，結構圖如下 圖3-4 帶輪Ⅱ的結構圖 3.2.5 帶輪Ⅲ和Ⅳ的設計 由于帶輪Ⅲ和Ⅳ的基準直徑相同，安裝處的軸直徑相同（見下文），為了便于加工，取用和帶輪Ⅰ完全相同的帶輪。 3.3 刀片的設計 刀片是茶樹修剪機的核心部件之一，現(xiàn)在國產(chǎn)刀片的壽命一般在300h以上。其設計內(nèi)容主要包括材料的選擇、結構的設計以及加工工藝的制定。其在傳動機構中的位置可見圖3-5所示： 圖3-5 刀片示意圖 3.3.1 刀片材料的選擇 刀片在高速的環(huán)境下工作，在剪切過程中，會受到很大的摩擦力和擠壓力。因此，制造刀片的材料要具有較高的硬度、耐磨性及韌性，基于

36、上述要求，查閱文獻[6]中表2.8-38，選擇牌號為W18Cr4V的高速工具鋼作為刀片的材料。 W18Cr4V是應用最廣的高速工具鋼，其性能有：具有較高的硬度，熱處理后硬度可達到63-66HRC,抗彎強度可達到3500MPa。優(yōu)點：通用性好，易于磨削加工，工藝成熟。 3.3.2 刀片的結構設計 刀片的結構采用圓形的刀盤，兩邊裝有兩個對稱的刀片，刀片是一次性鑄造而成的，滾刀在高速旋轉的同時與樹干緊密接觸，將樹干一層層刨削掉。 由于刀刃有一個半徑為30mm的弧度，能很好的鎖緊樹干，順勢把樹枝割斷，降低了撕裂度，增加了切口的平整度。其結構示意圖如下： . .

37、 圖3-6 刀片結構示意圖 3.3.3 刀片加工路線的制定 高速工具鋼的加工工藝已經(jīng)成熟，完全可以加工出上述結構的刀片。刀具從選材到包裝，經(jīng)過精細打磨，需要30多道工序才能完成。 （1） 刀具制造工序流程 剪板（開料）→沖坯 →打嘜→沖眼→調(diào)直→迫刀→熱處理→水磨（單面、雙面磨）→打砂（打刀背、打刀面、打刀柄）→拋光（機拋）→開刃口（機械開刃口）→打披鋒→釘?shù)丁⑺堋凇牡丁蛩ド皫АD→表面處理。 （2） 刀具的熱處理工藝 刀具的熱處理工藝：根據(jù)刀具結構的特殊性及使用要求，對刀具進行熱處理時需先進行調(diào)質(zhì)處理，調(diào)質(zhì)硬度28～32HRC。待半精加工完成后，再進

38、行表面滲氮處理，滲氮層厚度0.4～0.6mm，硬度600～750HV。熱處理后應保證刀具不變形，達到設計精度要求。 3.4 軸的設計和校核 本章軸的設計主要包括軸I、軸II、軸III和軸IV的設計及校核。各軸在傳動機構中的位置見圖3-7。 圖3-7 軸示意圖 3.4.1 軸Ⅰ的設計 （1）軸Ⅰ的設計計算 P4=P12=3.30.94=3.1kw 1）選擇軸的材料，確定許用應力 由于我們設計的軸對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由文獻[8]中軸的常用材料及其主要力學性能表查得抗拉強度極限=640MPa，許用彎曲應力[]=60MPa。 2）按扭轉強度估算

39、軸的最小直徑DI 查得A0=112cm。 由軸的直徑公式可得 (3-11) = ≈14.3mm 對于d100mm的軸，最小軸徑處有1個鍵槽時，應將軸徑增大5%～7%，為15.0mm～15.3mm。 取DI=20mm。 3）設計軸的結構并繪制機構草圖 a.確定各軸段的直徑 帶輪的另一端需要軸肩定位，由DI=20mm，軸肩高度h1=（0.07～0.1）DI =（1.4～2.0）mm。 取h1=3mm,則DII=DI+2h1=26

40、mm。 直徑為DII處的軸段是一軸環(huán)，軸環(huán)的寬度L11.4h1=2.4mm，取L1=26mm。 再由h2=（0.07～0.1）DII=（1.82~2.6）mm。 取h2=2mm，則DIII=DII+2h2=30mm，這段軸是用來安裝軸承的。 查文獻[6]中表4.2-57，初步選用型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，軸承寬度B=23mm，軸承內(nèi)圈安裝尺寸damin=39mm，軸承內(nèi)圈端面直徑d≈48.6mm軸肩的高度。 取DIV=42mm， 第V段軸也是來安裝軸承的，故DV=DIII=30mm。 軸承另一端需要軸肩定位，damin<DIV&

41、lt;d，綜合考慮此處定位。 由于軸承的安裝需要和刀片保持一定距離，取第VI段軸的直徑為DVI=DII=26mm。 第VII段軸是用來安裝刀片的，為了便于加工，取第VII段軸的直徑為DVII=DI=22mm。 綜上所述: DI=DVII=20mm DII=DVI=26mm DIII=DV=30mm DIV=42mm b.確定各軸段長度 根據(jù)汽油機的高度及整機結構，確定軸Ⅰ的總長為400mm。 由上述帶輪Ⅰ的設計可知，帶輪Ⅰ的寬度B1=37mm。 查閱文獻[6]中高強度墊圈表3.2-92（GB/T 3632-1995），墊圈選用鋼結構用扭剪型螺栓用墊圈，最大厚度Smax

42、=4.8mm。 直徑為DI處的軸段主要是用來安裝2個2輪槽的帶輪輪槽的帶輪，根據(jù)帶輪寬度、墊圈的厚度以及安裝的結構確定此處的軸長LI=140mm。 直徑為DII處的軸段長度，可以根據(jù)設計經(jīng)驗，確定軸承端面和帶輪的距離為LII=24mm。 直徑為DIII處的軸段長度是軸承的寬度LIII=B=23mm。 直徑為D7處的軸段是用來安裝刀片，根據(jù)刀片的厚度、螺母的長度以及墊片的厚度確定軸長為LVII=50mm。 直徑為D5處的軸段也是用來安裝軸承，長度LV=23mm。 直徑為D6處的軸段和D2處一樣長LVI=24mm。 最后留下的軸長就是第4段軸的長度了，LIV=116mm。 軸Ⅰ的最

43、終尺寸如下圖所示： 圖3-8 軸Ⅰ結構圖 （2）軸Ⅰ的校核 圖3-9 軸Ⅰ的作用力示意圖 基于上述示意圖，按照彎扭合成應力公式校核軸的強度。 以B為基點，由∑MB=0得： FNC×139-Fp1×270+Fp2×208+Fr×84=0 由∑Fy=0得： Fr+FNB+Fp1-FNC-Fp2=0 式中：Fr=100N,Fp1=787N，F(xiàn)p2=769N 代入數(shù)據(jù)解得：FNB=199.5N（↑）,FNC=317.5N(↓) 根據(jù)文獻[9]中的知識，繪制的彎矩圖和扭矩圖如下 圖3-10 軸Ⅰ力矩圖 從彎矩圖

44、和扭矩圖可以看出C點和D點是危險截面，需要校核。 C點在豎直面內(nèi)： 彎矩： MVC=Fr×223+FNB×139≈50031N.mm 扭矩: TC=9.55×106×≈19737N.mm 由軸的彎扭合成強度公式得： (3-12) 式中：≈0.6； 代入數(shù)據(jù)得： ≈19MPa<60MPa D點在豎直面內(nèi)： 彎矩： MVD=Fr×292+FNB×208-FND

45、×69≈48789N.mm 扭矩: TC=9.55×106×≈19737N.mm 代入數(shù)據(jù)得： ≈47MPa<60MPa 故軸Ⅰ的設計滿足要求。 (3) 軸承的選擇和校核 因FNB<FNC，所以只要C處的軸承可用即可。 由FNC=317.5N,n2=1500r/min，查文獻[6]，初選型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，基本額定動載荷C=47500N。 由軸承的基本額定動載荷公式得： (3-13)

46、 式中:； 查閱文獻[8]，取軸承的預期計算壽命Lh’=18000h。 查文獻[8]，取載荷系數(shù)fp=1.8，則滾動軸承的當量動載荷。 代入數(shù)據(jù)得： C1=6718N<Cr 故6406滾動軸承滿足軸Ⅰ的使用要求。 (4) 軸承的定位 三個軸承的軸向定位方式相同，現(xiàn)只設計軸I上的軸承定位。 首先設計了安裝軸和軸承的支架，再根據(jù)軸承的外形尺寸而設計出了軸承座，最終將軸承座通過12個直徑為7mm的螺栓固定在軸承支架上，進而就可以固定軸承了。軸承座的結構圖如下： 圖3-11 軸承座結構圖 軸承在機架上的

47、定位圖如下： 圖3-12 軸承座定位圖 （5）鍵的選擇 考慮到此處連接需要結構簡單、裝拆方便、對中性要好，故選用平鍵連接。查閱文獻[6]中普通平鍵型式尺寸表5.1-32，選用鍵6×110GB/T 1096-2003的圓頭普通A型平鍵。 3.4.2 軸Ⅱ的設計 （1） 軸Ⅱ的功率計算 1) 選擇軸的材料，確定許用應力 因我們設計的軸對材料無特殊的要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其抗拉強度極限，許用彎曲應力[]=60MPa 2) 按扭轉強度估算軸的最小直徑DI 查表得A0=112cm ≈14.0mm 對于d100m

48、m的軸，最小軸徑處有1個鍵槽時，應將軸徑增大5%～7%，為14.7mm～15.0mm 根據(jù)軸的長度標準GB2822-81，取DI=20mm 3) 設計軸的結構并繪制機構草圖 a.確定各軸段的直徑 帶輪的另一端需要軸肩定位，由DI=20mm，軸肩高度h1=（0.07～0.1）DI =（1.4～2.0）mm。 取h1=3mm,則DII=DI+2h1=26mm， 直徑為DII處的軸段是一軸環(huán)，軸環(huán)的寬度L21.4h1=4.2mm，取L2=26mm。 再由h2=（0.07～0.1）DII=（1.82

49、～2.6）mm。 取h2=2mm，則DIII=DII+2h2=30mm，這段軸是用來安裝軸承的。 查表初步選用型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，軸承寬度B=23mm，軸承內(nèi)圈安裝尺寸damin=39mm，軸承內(nèi)圈端面直徑d≈48.6mm軸肩的高度，取DIV=42mm。 第V段軸也是來安裝軸承的，故DV=DIII=30mm。 軸承另一端需要軸肩定位，damin<DIV<d，綜合考慮此處定位。 由于軸承的安裝需要和刀片保持一定距離，取第VI段軸的直徑為DVI=DII=26mm。 第VII段軸是用來安裝刀片的，為了便于加工，取第VII段軸的直徑為DVII=DI

50、=22mm。 綜上所述: DI=DVII=20mm DII=DVI=26mm DIII=DV=30mm DIV=42mm b.確定各軸段長度 根據(jù)汽油機的高度及整機結構，確定軸Ⅱ的總長為360mm 帶輪寬 B=（z-1）e+2f 式中：z-輪槽數(shù)； e-槽間距； f-槽邊距； 取e=15mm，f=11mm，代入數(shù)據(jù)得2輪槽的帶輪寬度B3=37。 墊圈選用鋼結構用扭剪型螺栓用墊圈，最大厚度Smax=4.8mm。 直徑為DI處的軸段主要用來安裝1個2輪槽的帶輪，根據(jù)帶輪寬度、墊圈的厚度以及安裝的結構確定此處的軸長LI=100mm。 直徑為DII處的軸段長度，可以根據(jù)

51、設計經(jīng)驗，確定軸承端面和帶輪的距離為LII=24mm。 直徑為DIII處的軸段長度是軸承的寬度LIII=B=23mm。 直徑為D7處的軸段是用來安裝刀片，根據(jù)刀片的厚度、螺母的長度以及墊片的厚度確定軸長為LVII=50mm。 直徑為D5處的軸段也是用來安裝軸承，長度LV=23mm。 直徑為D6處的軸段和D2處一樣長LVI=24mm。 最后留下的軸長就是第4段軸的長度了，LIV=116mm。 2）軸Ⅱ的最終結構尺寸如下圖所示： 圖3-13 軸Ⅱ結構圖 （2）軸Ⅱ的校核 圖3-14 軸Ⅱ的作用力示意圖 基于上述示意圖，按照彎扭合成應力公式校核軸的強度 以B

52、’為基點，由∑MB’=0得： FNC’×139-Fp2×230+Fp2×193+Fr×84=0 由∑Fy=0得： Fr+FNB’+Fp2-FNC,-Fp2=0 式中: Fr=100N,Fp2=769N 代入數(shù)據(jù)解得：FNB’=44.3N（↑），F(xiàn)NC’=144.3N(↓) 繪制的彎矩圖和扭矩圖如下 圖3-15 軸Ⅱ力矩圖 從彎矩圖和扭矩圖可以看出C’點和D’點是危險截面，但C’點軸的直徑大于D

53、’點的，所以只需要校核D’點 D’點在豎直面內(nèi)： 彎矩： MVD’=Fr×277+FNB’×193-FNC’×54≈28458N.mm 扭矩: TC=9.55×106×≈18463N.mm 式中：≈0.6； 代入數(shù)據(jù)得： ≈38MPa<60MPa 故軸Ⅱ的設計滿足要求。 (3）軸承的選擇和校核 因FNB’<FNC’，所以只要C’的軸承可用即可。 由FNC’=144.3N,n3=1500r/min，初選型號為6406 GB/T 276-199

54、4的軸承，基本額定動載荷C=47500N, 式中：； 取軸承的預期計算壽命=18000h。 取載荷系數(shù)fp=1.8，則滾動軸承的當量動載荷P2=F’NC fp =1.8×144.3≈260N。 代入數(shù)據(jù)得：C2=3054N<Cr。 故6406滾動軸承滿足軸Ⅱ的使用要求。 (4） 鍵的選擇 查閱文獻，選用鍵6×90GB/T 1096-2003的圓頭普通A型平鍵。 3.4.3 軸Ⅲ的設計 1）軸Ⅲ的功率計算 1) 選擇軸的材料，確定許用應力 因我們設計的軸對材料無特殊的要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其抗拉強度極限，許

55、用彎曲應力[]=60MPa 2）軸Ⅲ的最終尺寸如下圖所示： 圖3-16 軸Ⅲ結構圖 （2） 軸Ⅲ的校核 圖3-17 軸Ⅲ的作用力示意圖 基于上述示意圖，按照彎扭合成應力公式校核軸的強度 以b為基點，由∑Mb=0得： FNc×139-Fp2×193+Fr×84=0 由∑Fy=0得： Fr+FNb+Fp2-FNc=0 其中：Fr=100N，F(xiàn)p2=769N 代入數(shù)據(jù)解得：FNb=138.3N（↑），F(xiàn)Nc=1007.3N(↓) 根據(jù)材料力學中的知識，繪制的彎矩圖和扭矩圖如下 圖3-18 軸Ⅲ力矩圖 從彎矩

56、圖和扭矩圖可以看出c點是危險截面，需要校核。 c點在豎直面內(nèi)： 彎矩： MVc=Fr×223+FNb×139≈41524N.mm 扭矩: Tc=9.55×106×≈17190N.mm 式中：； 代入數(shù)據(jù)得： ≈16MPa<60MPa 故軸Ⅲ的設計滿足要求。 （3）軸承的選擇和校核 因FNb<FNc，所以只要c處的軸承可用即可。 由FNc=144.3N,n4=1500r/min，初選型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，基本額定動載荷C=475

57、00N。 式中：； 取軸承的預期計算壽命Lh’=18000h。 取載荷系數(shù)fp=1.8，則滾動軸承的當量動載荷 代入數(shù)據(jù)得： C3=21293N<Cr。 故6406滾動軸承滿足軸Ⅲ的使用要求。 （4）鍵的選擇 選取鍵6×40GB/T 1096-2003的圓頭普通A型平鍵。 3.5 機架的設計 在完成上述設計后，可根據(jù)以上設計內(nèi)容確定機架的結構和尺寸。主要內(nèi)容包括以下幾個方面的設計：機框和機頭的設計，加上上述帶和軸的尺寸。機框是用來放置汽油機、安置機頭和車輪支撐軸的，進而才能安裝傳動軸、帶輪和帶?；谠O計參數(shù)，綜合考慮，就可以設計出機架

58、的整體結構尺寸。 3.5.1機框的設計 （1）設計參數(shù) 1）修剪幅寬為500mm 2）汽油機量15.8kg，外形尺寸317.5×354.5×353mm 3）人的身高估計為170cm （2）設計過程 根據(jù)汽油機的外形尺寸可以定出安裝動力處的位置尺寸，由于人的身高為170mm，斜坡處的水平長度為277mm，故傾斜角為 安裝支撐軸處的直徑選為標準系列內(nèi)的51mm，修剪幅寬為500mm，故機框的寬度為500mm，其他尺寸的設計參見非標件的設計，這里過程略去。 設計的機框的結構尺寸如下所示 圖3-19 機框 3.5.2 機頭的設計 機頭的作用是在修

59、剪機向前移動的過程中，將茶樹的枝干分開，使其更好地與刀片接觸，刀片可以鎖緊枝干，降低切口的撕裂度。 機頭的材料選用40Cr的鋼材，厚度取為10mm，長度就是修剪幅寬500mm。 為了在夾角的最低處能將枝干固定住，便于刀片的切割，留出了一定的弧度，故機頭夾角設計為58o。 最終的機頭結構圖如下所示： 3-20 機頭 3.5.3 機架的結構圖 最終機架的結構圖如下所示： 圖3-21 機架的結構圖 3.5.4 機架高度的調(diào)節(jié) 為了實現(xiàn)茶樹修剪機高度的調(diào)節(jié)，設計一系列不同規(guī)格直徑的車輪，這樣就可以實現(xiàn)修建高度的自調(diào)了。 車輪直徑的尺寸系列有：1400mm，12

60、00mm，1000mm三種規(guī)格。 結 論 這次畢業(yè)設計，從總體上來講，主要可以分為兩個階段： 第一個階段是以查閱大量的資料為基礎，進行總體設計和零部件的設計。首先要確定茶樹修剪機的總體的結構和傳動方案，再進入到零部件的設計。整個設計過程中，對公式的應用比較多，加上大量的計算和參閱資料，感覺比較枯燥，大多結構與尺寸都要計算或借鑒可靠的設計原則經(jīng)驗而得出。主要是刀片和機架都是非標件，結構很難確定，為此我專門了解了刀具的設計資料，最終采用弧形的刃口來切割茶樹枝干，可以降低對茶樹的損傷。機架的結構尺寸只能根據(jù)技術指標和設計的各個零部件的尺寸來確定

61、。 第二個階段是圖紙的繪制以及設計說明書的編寫。這個階段我需要完成刀具和帶輪的零件圖以及裝配圖的繪制。對機械制圖和公差配合等知識要求較高，先需要查閱大量的資料，然后再根據(jù)設計好的尺寸結構進行繪制和標注。 這次設計中不足之處在于自己設計方面的知識很匱乏，導致我設計過程進展的很困難。例如：在設計機架時，我只能根據(jù)緒論里的技術指標以及設計好的各個零部件的尺寸來確定機架的尺寸，尤其在設計各個零件之間如何固定連接很困難。 設計期間，我過得非常充實，在一次次解決困難的過程中，我一次次體會到解決難題后的喜悅。通過這次設計提高了我收集資料的能力、思維能力、解決問題的能力以及繪圖等各方面的能力。 參考

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64、9． [14] JB/T 5674—2007．茶樹修剪機[S]．北京：機械工業(yè)出版社，2007. [15] 趙程，楊建民．機械工程材料[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [16] 陸玉，馮立艷．機械設計課程設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2010.  致 謝 本次畢業(yè)設計能夠順利地完成，我要感謝那些所有給予我關心和幫助的人。 首先，我要向我的指導老師李玉萍老師致以由衷的感謝和誠摯的敬意，她的指導為我提供了設計的主題思想，設計過程中，她給予了我最直接的指導和幫助，耐心的向我傳授設計的方法和思路。無論是理論的運用，還是零部件的設計計算，她都及時給予我指點，解答疑惑，

65、使我能更深入、更快的開展設計工作。在設計說明書的編寫過程中，她給我提出了寶貴的意見，并且給與細致的指導，使其得以不斷的改進和完善。在此，謹向李玉萍老師致以衷心的感謝和敬意！ 其次，我要感謝的是我的所有同學。在整個設計過程中，遇到不清楚的地方，大家一起討論、翻閱資料、出謀劃策，尋求最佳的解決方案。正是有他們的幫助，整個設計過程才能進行的那么順利。 再次，我要感謝的是自考本科期間里所有教過我的老師和我們的輔導員，感謝他們長久來對我的諄諄教誨和和真心的關懷。我還要感謝我們14級機械專業(yè)所有的同學，有你們的陪伴，我的大學生活才會更加的豐富多彩。 最后要感謝的是我的家人，是他們養(yǎng)育了我，教我做人做

66、事的道理。沒有他們的辛苦付出，沒有他們的無私的支持和關懷，我不可能安心、順利的完成大學學業(yè)。在這里向敬愛的家人表達深深的謝意！ 附 錄 附錄A 帶Ⅱ的設計過程 附錄B 軸Ⅱ的設計過程 軸II在傳動機構中的位置見圖B1 圖B1 （ 圖紙 1—汽油機 2—帶輪 3—V帶 4—傳動軸5—機頭 6—刀片 7—定位銷 8—機架把手 圖2-1 機器的示意圖 圖 2-2 第一種傳動方案

67、 圖2-3 第二種傳動方案 圖3-1 刀片示意圖 圖3-2 帶及帶輪示意圖 圖3-3 帶輪Ⅰ的結構圖 圖3-3 帶輪Ⅰ的結構圖 圖3-4 帶輪Ⅱ的結構圖 圖3-5 刀片示意圖 圖3-6 刀片結構示意圖 圖3-7 軸示意圖 圖3-8 軸Ⅰ結構圖 圖3-13 軸Ⅱ結構圖 圖3-16 軸Ⅲ結構圖 圖3-12 軸承座定位圖 圖3-11 軸承座結構圖 圖3-19 機框